ТНУ-Бояркин (ТНУ 03-05), страница 2

К_р=2,5 – механизм с тележкой.

2.4. Двигатель.

Мощность при установившемся движении, кВт

= 0,1 кВт,

где = 0,93 – КПД при зубчатом редукторе.

Выбираем двигатель со встроенным электромагнитным тормозом 4А56А4Е2У1,2 с мощностью Р_Н=0,12 кВт, n=1360 мин^-1,T_max/T_ном=2,1; Т_max.торм=0,03 Нм, J_эд=610^-4 кг/м²;

Исполнение IM 3001 .

Частота вращения колеса =51 мин^-1.

Требуемое передаточное отношение привода

=26

Фактическая скорость = м/c

В проекте использован коническо-цилиндрический редуктор с i_ред-24, Т_max-37 H*м.

Пересчитывая скорость передвижения тележки

Не должна отличаться от заданной больше, чем на 10%.

Определение времени пуска( разгона)

,

Где J_пр.п- приведенный к валу электродвигателя момент инерции при пуске, кгм² (его определение представлено ниже); n_н=n_дв – номинальная частота вращения элетродвигателя (принимаем по каталогу), мин^-1; - номинальный момент двигателя , Нм; Р_н- номинальная мощность двигателя при ПВ=40%; t_п.о- относительное время пуска.

Приведенный момент инерции при пуске, кгм²

c – двигатель с короткозамкнутым ротором.

Здесь - кратность максимального момента двигателя, принимаем по каталогу; - загрузка двигателя; Р_ст- статическая мощность установившегося движения (ее определение дано выше).

Среднее ускорение, м/c²,

a=0,24 .

Расчет на нагрев.

Так как двигатель выбираем с учетом ПВ, то специальных расчетов их на нагрев проводить не требуется.

2.5. Редуктор.

Наибольший момент на тихоходном валу редуктора

,

где T_н- номинальный момент двигателя (значение подсчитано , см. выше), _ред- передаточное отношение редуктора.

T_max= 146 Hм.

2.6. Муфта.

Предпочтительной является зубчатая муфта, так как редуктор соединяют с валом ходового колеса.

Выбор нормализованной муфты: T_ном 1,8T_max; d_max d,

Где d_max- наибольший допустимый диаметр отверстия в полумуфте или втулке; d – диаметр вала; T_ном – номинальный момент в муфты по каталогу; T_max – наибольший момент, передаваемый муфтой.

T_ном67 Н.м.

3. Металлоконструкция.

Расчет балок производим также, как и у мостового крана.

Высота балки = 144 мм

Ширина балки = 58 мм

Толщина стенки мм

Толщина поясов = 1.44 мм,

где L= 1600мм

Подвижная нагрузка от колеса

=3687.5 H.

В качестве рамы принимаем швеллер стальной горячекатанный №14 по ГОСТ 8240-89.

h=140 мм. b=58 мм. s=4.9 мм., t=8.1 мм. , x₀=16.7 мм. , A=1560 мм², где x₀-расстояние от центра масс до наружней грани стенки., А – площадь поперечного сечения.

В
ид профиля:

3.1. Деформации.

Прогиб ,

Где G_тел=2500 Н – вес тележки;

I_= - суммарный момент инерции сечения главных балок.

мм.

3.2.Вес металлоконструкции.

Вес одной главной балки

G_1.гл.б.=90.5 Н

3.3. Колебания.

В балках рассчитывают колебания только самой низкой частоты, так как они имеют наибольшую амплитуду и затухают медленнее высокочастотных.

Период собственных колебаний, с

.

Приведенную массу m_пр крана, кг вычисляют по формуле

,

кг,

где G_1,гл.б- вес одной главной балки, G_тел- вес тележки.

Жесткость, Н/м

,

Н/м,

где f_ст- статический прогиб, который принимают по данным расчета, м.

с.

Амплитуда затухающих колебаний, м

,

где - начальная амплитуда, м

- логарифмический декремент затухания колебаний по экспериментальным данным.

,

м.

Время затухания колебаний до допустимой величины

с.

с.

Допустимая амплитуда

0.5 мм= 0.0005 м= 510^-4 м.

3.4. Расчетные нагрузки.

На металлоконструкцию могут действовать следующие нагрузки: постоянные, подвижные, инерционные и ветровые.

3.4.1.Постоянные нагрузки.

Эти нагрузки создаются собственными весами частей крана: металлоконструкции, стационарных механизмов. Нагрузку от веса металлоконструкции принимают равномерно распределенной. Веса остальных узлов считаются сосредоточенными силами.

Постоянные нагрузки приводят к расчетным умножениям на динамический коэффициент К_q, учитывающий, в основном, удары от неровностей пути. Его принимают по табл.1 в зависимости от скорости передвижения v_пер. В нашем случае К_q= 1.1 .

3.4.2.Подвижная нагрузка.

Эта нагрузка создается весом груза и тележки. Подвижная от давления колес четырехколесной тележки на рельс.

,

где К_Q= 1.2.

=1737.5 H.

3.4.2.Инерционные нагрузки.

Инерционные нагрузки действуют горизонтально и разделяются на нормальные и предельные.

Инерционные нормальные силы, Н равны: = 1350 Н,

Эти силы приложены в точках касания колес с рельсом.

3.5. Расчетные комбинации нагрузок и допускаемые напряжения.

Комбинация нагрузки: А- постоянные + подвижные + инерционные нормальные.

Допускаемые напряжения на растяжение, сжатие и изгиб принимают одинаковыми.

Для рам тележек = 100 Н/мм².

Допускаемое касательное напряжение, в том числе и для сварных швов = 0.6 .

=60

3.6. Расчет на прочность.

Распределенная нагрузка главной балки

,

где G- вес крана,G _тел - вес металлоконструкции, G_{мех.пер.}-вес механизма передвижения.

Концевые балки, механизм передвижения не создают большого момента в главной балке, и им можно пренебречь.

H/мм

Расчетный изгибающий момент, действующий на главную балку в горизонтальной плоскости

.

Нм.

Расчетный момент, действующий на концевую балку в вертикальной плоскости

Нм.

Расчетный момент, действующий на концевую балку в вертикальной плоскости

Нм.

Расчет в данном случае целесообразно начинать с узла, так как в опасном сечении концевой балки действует наибольший момент в вертикальной плоскости.

Момент инерции в опасном сечении:

Момент сопротивления изгибу:

Напряжение изгиба:

МПа

Условие выполняется.

4. Расчет соединений.

1. Шпоночные соединения.

Рассчитаем шпоночное соединение при соединении быстроходной ступени редуктора с муфтой на механизме подъёма. Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78 исходя из размеров вала электродвигателя (диаметр вала электродвигателя d_э/дв = 40 мм, длина – l_т = 54 мм).

- сечение b  h = 12  8 мм;

- фаска 0,4 мм;

- глубина паза вала t₁ = 5,0 мм;

- глубина паза ступицы t₂ = 3,3 мм;

- длина шпонки l = 30 мм.

Ш
понка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения сжатия и условия прочности определяем по формуле:

При чугунной ступице []_см = 100 МПа.

П
ередаваемый момент Т = 3000 Нм.

4.2.Резьбовые соединения.

Расчет болтов крепления фланца редуктора .

Болт 5.8

Болты с зазором, затяжка не контролируется , количество болтов , .

Сдвигающая сила: , где

М — момент передаваемый электродвигателем.

l – плечо действия силы

Сила трения в стыке:

k_Hc – коэффициент запаса по несдвигаемости.

Сила затяжки болта из условия несдвигаемость:

, где

f_ст — коэффициент трения в стыке.

Н

Напряжения в болте от F_зат:

Определение площади сечения болта:

для болта М8 равно .

Следует сделать вывод, что соединение двенадцатью болтами М8 удовлетворяет всем требованиям.

4.3 Расчёт подшипников.

Расчет подшипников применяемых в барабвне.

Определяем максимальную радиальную нагрузку для 1 и 2 подшипников.

Параметры подшипника.

d=40, B=18, D=80

C=19000 H, C0=8550 H.

F_max=5722 H.

l=390мм., l₁=115мм., l₂=115мм.

Fr,max= Fmax (l-l₁)/l = 4035 H..

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Pr = (VXFr + YFa)K_бK_т

Принимаем K_б = 1.4, K_т = 1 (tраб<100C)

Pr = 3672 H.

Расчётный скорректированный ресурс подшипника при а1=1 (вероятность безотказной работы 90%), а23= 0.7 (обычные условия применения), к=3 (шариковый подшипник).

часов.

Так как расчётное время работы подшипников больше необходимого, то оставляем выбранный подшипник.

4.4. Расчёт вала для приводных колёс на кручение.

мм.

Т=223 Н/м.

Мпа.

Принимаем диаметр вала равным 36 мм.

5.Выбор смазочного материала.

Для осуществления смазки передач редуктора используем картерную систему смазки. Высота масляной ванны :

h_м=m..0,25d_2T=32 мм;

Таким образом цилиндрическая передача тихоходной ступени в масляную ванну будет погружаться . Смазывание данной передачи будет осуществляться путем разбрызгивания и масляного тумана . Аналогичный способ смазки назначаем и подшипниковым узлам редуктора.

Для замены смазочных материалов в редукторе предусматриваем сливное отверстие , закрываемое пробкой с конической резьбой , размеры которой принимаем из таблицы на стр.153 [1] для К1/2.Данный вид соединения не будет требовать дополнительного уплотнения.

Для избежания повышения давления внутри редуктора внутреннюю полость редуктора сообщают с внешней средой путем установки отдушин. Для нашего случая используем отдушину по варианту в на рис.11.15 [1].

.Для препятствия утечек масла предусматриваем манжетное уплотнение на выходе тихоходного вала редуктора по ГОСТ 8752-79, а для уплотнения крышек подшипников используем резиновые кольца .